Привет студент

 

 

 

УЧЕБНОЕ ПОСОБИЕ

ПО КУРСОВОМУ ПРОЕКТИРОВАНИЮ

ТРАКТОРОВ И АВТОМОБИЛЕЙ

 

Часть 1

 

МЕТОДИКА ВЫПОЛНЕНИЯ ТЕПЛОВОГО И ДИНАМИЧЕСКОГО РАСЧЕТОВ ДВИГАТЕЛЕЙ

 

 

 

 

СОДЕРЖАНИЕ

 

	Стр.
Введение	4
1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ НА НОМИНАЛЬНОМ РЕЖИМЕ РАБОТЫ	5
1.1. Исходные данные	5
1.2. Расчет процессов газообмена	8
1.2.1. Параметры заряда на впуске	8
1.2.2. Исходные данные для расчета процессов газообмена	9
1.2.3. Давление рабочего тела в конце впуска	10
1.2.4. Коэффициент остаточных газов	11
1.2.5. Температура в конце впуска	11
1.2.6. Коэффициент наполнения	12
1.3. Расчет процесса сжатия.	13
1.4. Расчет процесса сгорания.	13
1.4.1. Термохимический расчет процесса сгорания	13
1.4.2. Термодинамический расчет процесса сгорания	15
1.5. Расчет процесса расширения	18
1.6. Расчет показателей рабочего цикла двигателя	20
1.6.1. Индикаторные показатели цикла	20
1.6.2. Эффективные показатели двигателя	21
1.6.3. Основные размеры двигателя	23
1.7.Построение индикаторной диаграммы	24
1.7.1. Выбор масштабов	24
1.7.2. Характерные линии и точки	26
1.7.3. Построение политроп сжатия и расширения	27
1.7.4. Скругление индикаторной диаграммы	29
2. КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА КШМ	31
2.1. Расчет кинематических параметров КШМ	31
2.1.1. Перемещение поршня	31
2.1.2. Скорость поршня	31
2.1.3. Ускорение поршня	33
2.2. Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма	33
2.2.1. Общие сведения	33
2.2.2. Силы давления газов	34
2.2.3. Приведение масс частей КШМ	37
2.2.4. Силы инерции	39
2.2.5. Суммарные силы, действующие в КШМ	40
2.2.6. Диаграмма суммарного крутящего момента	42

ВВЕДЕНИЕ

 

 

1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ

НА НОМИНАЛЬНОМ РЕЖИМЕ РАБОТЫ

 

1.1. Исходные данные

В качестве исходных данных для выполнения теплового расчета задается или предварительно выбирается ряд конструктивных и регулировочных параметров двигателя.

1. Назначение двигателя – тракторный, автомобильный.
2. Тип двигателя – двигатель с искровым зажиганием (ДсИЗ), дизельный.
3. Тактность двигателя.
4. Номинальная эффективная мощность N_ен, кВт.
5. Номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя n_н, мин^-1.
6. Число и расположение цилиндров («V» – V-образное; Р – рядное)
7. Тип топливной системы (ТС), табл. 1.1.

1.1. Тип топливной системы

Тип ДВС	Тип системы питания
ДсИЗ	- карбюраторная; - центральное впрыскивание топлива; - распределенное впрыскивание топлива во впускной трубопровод.
Дизель	- непосредственного действия разделенного типа с моноблочным топливным насосом высокого давления (ТНВД); - непосредственного действия разделенного типа с секционным ТНВД; - аккумуляторная с электронным управлением и насос-форсунками.

 

8. Наличие или отсутствие наддува. При наличии наддува указываются:

- его тип (с приводным нагнетателем или с турбокомпрессором);

- наличие или отсутствие промежуточного охлаждения;

- примерное значение степени повышения давления при наддуве (p_к).

9. Тип камеры сгорания (КС) (для ДсИЗ) или тип камеры сгорания и способ смесеобразования (для дизелей), табл. 1.2.

 

1.2. Тип камеры сгорания и тип смесеобразования (для дизелей)

Тип ДВС	Тип камеры сгорания
ДсИЗ	шатровая (для ДсИЗ с 4 клапанами на цилиндр); полусферическая; клиновая, полуклиновая
Дизель	Неразделенные камеры сгорания: объемное смесеобразование; пристеночное смесеобразование; объемно-пристеночное смесеобразование.

 

10. Степень сжатия двигателя e.

Степень сжатия e в первую очередь зависит от способа смесеобразования и рода топлива, а также от быстроходности двигателя, наличия наддува и других факторов.

Для ДсИЗ выбор степени сжатия определяется многими факторами, важнейшими из которых являются: тип ТС, тип камеры сгорания, скоростной режим двигателя, диаметр цилиндра двигателя, октановое число топлива. В зависимости от типа топливной системы ориентировочные значения степени сжатия равны:

распределенное впрыскивание топлива

во впускной трубопровод                                                   8…10,5

центральное впрыскивание топлива и карбюраторная              7…9,5

Для карбюраторных двигателей, работающих на высокооктановых бензинах, степень сжатия выбирается в пределах e = 8,5 – 9,5, а для двигателей, работающих на низкооктановых бензинах, степень сжатия равна e = 7,0 – 8,0. Большие значения e характерны для ДсИЗ с малыми геометрическими размерами цилиндра и большей частотой вращения. При прочих равных условиях большие значения e характерны для шатровых КС, а меньшие – для клиновых и полуклиновых.

Для дизелей важнейшими факторами являются: тип КС и способ смесеобразования, частота вращения, наличие или отсутствие наддува, размеры цилиндра. В зависимости от типа топливной системы, способа смесеобразования и скоростного режима степень сжатия находится в следующих пределах:

двигатели без наддува

объемно-пристеночное смесеобразование

n = 1800…2600 мин^-1                                                          16…18

пристеночное смесеобразование

n = 1800…2600 мин^-1                                                          17…19

аккумуляторная ТС с насос-форсунками

n = 3000…4000 мин^-1                                                          20…22

двигатели с наддувом

неразделенные КС, p_к < 1,90 n = 1800…2400 мин^-1          14…16

неразделенные КС, p_к = 1,90…2,5 n = 1700…2200 мин^-1 13…15

11. Состав смеси, характеризуемый коэффициентом избытка воздуха a.

Для различных двигателей на номинальном режиме работы коэффициент избытка воздуха a принимается равным:

карбюраторные                                                                   0,85…0,95;

с впрыском легкого топлива и трехкомпонентным

нейтрализатором отработавших газов                              1,0;

дизели с объемным или

объемно-пристеночном смесеобразованием                      1,50…1,60;

дизели с пристеночным смесеобразованием                      1,45…1,55.

Для дизелей с наддувом значение a должно быть увеличено на 0,2…0,3 единицы по сравнению с аналогичным безнаддувным вариантом.

12. Топливо.

Состав топлива и его теплота сгорания принимаются по табл. 1.3.

1.3. Средний элементный состав топлив и их теплота сгорания

Жидкое         топливо	Содержание, кг			Низшая теплота сгорания Qн, кДж/кг
	С	Н	От
Бензин	0,855	0,145	-	44000
Дизельное топливо	0,870	0,126	0,004	42500

 

1.2. Расчет процессов газообмена

1.2.1. Параметры заряда на впуске

При работе двигателя без наддува в цилиндр поступает воздух из атмосферы. В этом случае в качестве параметров исходного состояния заряда на впуске принимаются давление и температура окружающей среды, соответственно равные р_к = р_о = 0,1 МПа и Т_к = Т_о = 293 К.

При расчете рабочего цикла двигателя с наддувом за исходные параметры принимаются давление р_к и температура Т_к на выходе из компрессора, а при наличии промежуточного холодильника – за холодильником.

В зависимости от степени наддува принимаются следующие значения давления р_к, МПа наддувочного воздуха:

при низком наддуве                       до 1,5р_о;

при среднем наддуве                     (1,5…2,2)р_о;

при высоком наддуве                     (2,2…2,5)р_о.

В настоящее время на двигателях тракторов и автомобилей используется низкий или средний наддув.

Температура воздуха после компрессора Т_к, К:

,                                                      

где n_к – показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре.

В зависимости от типа компрессора значение n_к принимают:

для поршневых нагнетателей                                              1,4…1,6;

для объемных нагнетателей                                       1,55…1,75;

для осевых и центробежных нагнетателей                         1,4…2,0.

Для газотурбинного наддува в автотракторных дизелях принимают последнее ближе к нижнему пределу.

Плотность заряда на впуске:

, кг/м³,

где R – газовая постоянная, для воздуха R_в = 287 Дж/(кг × К).

 

1.2.2. Исходные данные для расчета процессов газообмена

Давление остаточных газов р_r (МПа) определяется сопротивлением среды, в которую происходит выпуск отработавших газов, зависит от числа и расположения клапанов, фаз газораспределения, частоты вращения, нагрузки и других факторов.

Для двигателей без наддува на номинальном режиме работы:

p_rн = (1,05…1,25)р_о.

В двигателях с наддувом и наличием газовой турбины на выпуске:

p_rн = (0,75…0,98)р_к.

Большие значения p_r принимают для двигателей с высокой частотой вращения коленчатого вала.

Температура остаточных газов.

В зависимости от типа двигателя, степени сжатия, частоты вращения и коэффициента избытка воздуха устанавливается значение температуры T_r (К) остаточных газов в пределах:

для ДсИЗ                               900…1100 К;

для дизелей                                     700…900 К.

Следует иметь в виду, что при увеличении степени сжатия и обогащении рабочей смеси температура остаточных газов снижается, а при увеличении частоты вращения – возрастает.

Температура подогрева свежего заряда.

Степень подогрева свежего заряда зависит от конструкции впускного трубопровода, наличия специального устройства для подогрева, частоты вращения, наддува и других факторов. На номинальном режиме работы значения ΔТ_н принимают:

для ДсИЗ                                        0…20;

для дизелей без наддува                10…40;

для двигателей с наддувом            (-5) – 10.

Меньшие значения ΔТ_н соответствуют ДсИЗ с распределенным впрыскиванием, а также двигателям с большей частотой вращения коленчатого вала.

1.2.3. Давление рабочего тела в конце впуска

Давление в конце впуска р_а (МПа) определяется исходя из потерь во впускной системе:

р_а = р_к – Δр_а,

где Δр_а – потери давления во впускной системе.

Потери давления Δр_а за счет сопротивления впускной системы и затухания скорости движения заряда в цилиндре при некотором допущении можно определить из уравнения Бернулли:

, МПа,

где b – коэффициент затухания скорости движения заряда в рассматриваемом сечении цилиндра, x_вп – коэффициент сопротивления впускной системы;    w_вп – средняя за процесс впуска скорость движения смеси в наименьшем сечении впускной системы, м/с; r_к – плотность заряда на впуске, кг/м³.

По опытным данным в современных двигателях выражение (b² + x_вп) находится в следующих пределах:

карбюраторные ДсИЗ                                      3,0…4,0

ДсИЗ с распределенным впрыскиванием

топлива во впускной трубопровод                           2,5…3,5

дизели                                                                2,5…3,5

Средняя скорость движения смеси w_вп может быть принята равной:

карбюраторные ДсИЗ                                      70…100 м/с

ДсИЗ с распределенным впрыскиванием

топлива во впускной трубопровод                           60…85 м/с

дизели                                                                50…80 м/с

По статистике суммарные гидравлические потери для четырехтактных двигателей на номинальном режиме работы Δр_ан находятся в пределах:

для ДсИЗ                                                           (0,05…0,20)р_о;

для дизелей без наддува                                 (0,03…0,18)р_о;

для двигателей с наддувом                               (0,03…0,10)р_к.

1.2.4. Коэффициент остаточных газов

Коэффициент остаточных газов g_r, характеризует качество очистки цилиндра от продуктов сгорания. Коэффициент остаточных газов определяется с учетом дозарядки цилиндра:

,

где j_доз – коэффициент дозарядки.

При определении g_rн на номинальном режиме работы двигателя с учетом дозарядки можно принять j_дозн = 1,07 – 1,12, что вполне можно получить при подборе угла опаздывания закрытия впускного клапана в пределах 30 – 60^о поворота коленчатого вала.

На номинальном режиме работы величина g_rн находится в пределах:

для карбюраторных ДсИЗ                                         0,06…0,10;

для ДсИЗ с распределенным впрыскиванием

топлива во впускной трубопровод                                     0,04…0,06;

для дизелей                                                                          0,02…0,05.

 

1.2.5. Температура в конце впуска.

Температура в конце впуска Т_а определяется по выражению:

.

Величина Т_а согласно статистическим данным при работе на номинальном режиме должна быть в пределах:

для карбюраторных ДсИЗ                                         325…360 К;

для ДсИЗ с распределенным впрыскиванием

топлива во впускной трубопровод                                     310…340 К;

для дизелей        без наддува                                             310…350 К;

для дизелей с наддувом                                                       330…400 К.

Меньшие значения относятся к быстроходным двигателям.

 

1.2.6. Коэффициент наполнения

Для четырехтактных двигателей коэффициент наполнения h_v с учетом дозарядки цилиндра равен:

.

Значения коэффициента наполнения h_v для различных типов автомобильных и тракторных двигателей при их работе на номинальном режиме находятся в пределах:

для карбюраторных ДсИЗ                                         0,75…0,82;

для ДсИЗ с распределенным впрыскиванием

топлива во впускной трубопровод                                     0,80…0,90;

для дизелей        без наддува                                             0,82…0,92;

для дизелей с наддувом                                                       0,85…0,97.

 

1.3. Расчет процесса сжатия

Давление р_с (МПа) и температура Т_с (К) в конце процесса сжатия определяются из уравнения политропы:

;                                    ,

где n₁ – показатель политропы сжатия.

При выборе значения n₁ следует руководствоваться следующими сведениями:

1. Величина n₁ возрастает с увеличением частоты вращения коленчатого вала вследствие уменьшения времени теплообмена со стенками, повышения температуры деталей цилиндропоршневой группы, а также из-за уменьшения утечек заряда.
2. Меньшие значения n₁ характерны для двигателей с поршнями и головками цилиндров из алюминиевых сплавов, которые обеспечивают более интенсивную теплопередачу.
3. Величина n₁ больше в двигателях с большими геометрическими размерами, а также в двигателях с шатровыми и полусферическими камерами сгорания, так как они имеют меньше относительную поверхность охлаждения (F_пов/V_h).
4. С увеличением степени сжатия eсредний показатель политропы сжатия n₁ уменьшается, так как, во-первых, повышается температура рабочего тела и увеличивается отвод теплоты от него, во-вторых, увеличиваются утечки рабочего тела через зазоры в цилиндропоршневой группе вследствие увеличения давления,       в-третьих, увеличивается относительная поверхность охлаждения (F_пов/V_h).

Ориентировочные значения показателя политропы сжатия и параметров конца процесса сжатия приведены в таблице 1.4.

1.4. Параметры конца сжатия для различных двигателей

Двигатели	Параметры
	n1	рс, МПа	Тс, К
ДсИЗ	1,34…1,38	1,2…2,0	650…850
Дизели без наддува n = 1800…2600 мин-1	1,34…1,37	3,5…5,5	750…950
Дизели без наддува n = 3000…4500 мин-1	1,36…1,39	4,0…6,5	850…1150
Дизели с наддувом	1,32…1,37	5,5…9,0	800…1100

 

 

1.4. Расчет процесса сгорания

1.4.1. Термохимический расчет процесса сгорания.

Количество воздуха, теоретически необходимое для полного сгорания 1 кг жидкого топлива определяется из стехиометрических соотношений.

В массовых единицах, :

;

в объемных единицах :

.

Количество заряда М_с, находящегося в цилиндре в конце сжатия, определяется количеством свежего заряда М₁ и остаточных газов М_r:

М_с = М₁ + М_r.

Количество свежего заряда М₁, находящегося в цилиндре дизеля, кмоль/кг:

М₁ = a × L_о.

Для карбюраторных двигателей, кмоль/кг:

,

где m_Т – молекулярная масса бензина, кг/кмоль; m_Т = 110 –120 кг/кмоль.

Количество остаточных газов в цилиндре M_r определяется, кмоль/кг:

M_r = g_r × М₁.

Количество заряда, находящегося в цилиндре к концу процесса сгорания M_z на 1 кг топлива, определяется количеством продуктов сгорания и остаточных газов M_r:

M_z = M₂ + M_r.

Количество продуктов сгорания М₂, образующихся при сгорании 1 кг жидкого топлива, может быть определено по формулам, кмоль/кг:

для бедных смесей (a > 1):

или .

для богатых смесей (a £ 1):

.

 

 

В результате сгорания топлива происходит относительное изменение объема рабочего тела, которое характеризуется химическим коэффициентом молекулярного изменения m_о горючей смеси или действительным коэффициентом молекулярного изменения m_д рабочей смеси:

;            или .

Величина m_д находится в пределах:

для бензиновых двигателей……………….1,02 – 1,12

для дизелей…………………………………1,01 – 1,06.

 

1.4.2. Термодинамический расчет процесса сгорания.

Величина теплоемкости зависит от температуры и давления тела, его физических свойств и характера процесса. Для расчетов рабочих процессов обычно пользуются средними молярными теплоемкостями при постоянном объеме m_сv и при постоянном давлении m_ср, между которыми существует зависимость:

m_ср = m_сv + 8,315.

Теплоемкость заряда определяется в зависимости от температуры конца сжатия Т_с по эмпирической формуле, кДж/(кмоль × К):

.

Теплоемкость продуктов сгорания определяется в зависимости от температуры Т_z и состава рабочей смеси:

при a ³ 1 ;

при a < 1 .

Потери теплоты из-за химической неполноты сгорания богатых смесей, кДж/кг:

ΔQ_н = 119950(1 - a) × L_o.

 

Коэффициент использования теплоты x показывает какая часть теплоты топлива пошла на увеличение внутренней энергии и совершение работы расширения.

При выборе значения x необходимо руководствоваться следующими соображениями:

1. С увеличением частоты вращения коленчатого вала уменьшается время теплообмена со стенками, повышаются температура деталей цилиндропоршневой группы, скорость сгорания и уменьшаются утечки заряда. Однако из-за уменьшения времени, отводимого на сгорание, увеличивается фаза догорания на линии расширения. Поэтому с увеличением частоты вращения x уменьшается.
2. Меньшие значения x характерны для двигателей с поршнями и головками цилиндров из алюминиевых сплавов, так как выше их теплоотдача.
3. С увеличением степени сжатия e коэффициент использования теплоты x, как правило, уменьшается.
4. Меньшие значения x характерны для ДсИЗ с более бедным составом смеси на номинальном режиме.
5. Величина x существенно зависит от типа камеры сгорания и способа смесеобразования.

Значения x на номинальном режиме работы находятся в пределах:

для карбюраторных ДсИЗ                                         0,85…0,92;

для ДсИЗ с распределенным впрыскиванием

топлива во впускной трубопровод                                     0,8…0,86;

для дизелей        с объемным или

объемно-пристеночным смесеобразованием            0,70…0,85;

для дизелей с пристеночным смесеобразованием    0,65…0,75.

 

Для дизелей при расчете процесса сгорания дополнительно задаются степенью повышения давления l = p_z/p_c, которая для различных двигателей находится в следующих пределах:

 

для дизелей        с объемным или

объемно-пристеночным смесеобразованием            1,7…2,2;

для дизелей с пристеночным смесеобразованием    1,4…1,8.

Температуру в конце процесса сгорания определяют по следующим выражениям.

для карбюраторного двигателя:

,

для дизельных двигателей:

.

После подстановки перечисленных величин в одно из этих выражений получается квадратное уравнение типа: и, решая его относительно T_z можно найти корни, один из которых и есть температура конца сгорания. Решением квадратного уравнения является:

,

где для карбюраторного двигателя:

а = m_д × (15,5 + 13,8a) × 10^-4,

b = m_д × (18,4 + 2,6a),

.

 

для дизельного двигателя:

,

,

.

Давление газов в конце сгорания p_z, МПа

дизельный двигатель            p_z = l × р_с,

карбюраторный двигатель   .

Степень повышения давления двигателя с искровым зажиганием:

.

Объем газов в конце сгорания в карбюраторном двигателе условно принимается равным объему камеры сгорания, т.е. V_z = V_c. В дизелях происходит значительное увеличение объема газа в процессе сгорания, которое характеризуется степенью предварительного расширения r = V_z/V_c. Следовательно, для дизелей

.

Параметры конца процесса сгорания приведены в таблице 1.5

1.5. Параметры конца процесса сгорания для различных двигателей

Двигатели	рz, МПа	Тz, К
ДсИЗ	3,5…7,5	2400…2900
Дизели без наддува	6,5…9,5	1800…2300
Дизели с наддувом	7,0…12,0	2000…2500

 

1.5. Расчет процесса расширения

Предполагают, что расширение происходит по политропному процессу со средним показателем политропы n₂. При выборе значения показателя политропы расширения n₂ следует руководствоваться следующими сведениями:

1. Чем сильнее догорание на линии расширения, чем ниже величина коэффициента использования теплоты x, тем меньше величина n₂ и, наоборот.
2. Для двигателей с большей частотой вращения коленчатого вала характерны меньшие значения n₂, так как, несмотря на увеличение скорости сгорания смеси при увеличении частоты вращения, большая доля топлива сгорает на линии расширения.
3. При прочих равных условиях большие значения n₂ характерны для двигателей с поршнями и головками цилиндров из алюминиевых сплавов, которые обеспечивают более интенсивную теплопередачу.
4. Уменьшение относительной поверхности охлаждения (F_пов/V_h) уменьшает теплоотдачу от рабочего тела к стенкам, поэтому для двигателей с большими геометрическими размерами (большим диаметром цилиндра при том же отношении S/D), а также для двигателей с низкими значениями степени сжатия e характерны меньшие значения n₂.

Степень последующего расширения d для дизелей определяется по выражению:

.

Значения давления р_b (МПа) и температуры Т_b (К) в конце процесса расширения определяются по формулам политропного процесса.

двигатель с искровым зажиганием:

,                               ;

дизельный двигатель:

,                               .

Возможные значения параметров конца процесса расширения для номинального режима работы представлены в таблице 1.6.

1.6. Параметры конца процесса расширения

Двигатели	Параметры
	n2	рb, МПа	Тb, К
ДсИЗ	1,23…1,30	0,35…0,60	1200…1700
Дизельные	1,18…1,28	0,20…0,50	1000…1200

 

 

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов осуществляется по формуле:

.

Погрешность составляет:

,

где T_rp и T_rnp – соответственно расчетная и принятая температура остаточных газов.

Значение расчетной температуры остаточных газов может отличаться от выбранной ранее не более чем на 5%. Если это отклонение больше, то необходимо изменить заданные значения T_r и p_r и повторить расчет.

 

1.6. Расчет показателей рабочего цикла двигателя

Оценку рабочего цикла проводят по индикаторным показателям, среди которых важны прежде всего среднее индикаторное давление p_i, индикаторная мощность N_i, индикаторный КПД h_i, удельный индикаторный расход топлива g_i. Работу двигателя в целом оценивают по эффективным показателям – среднему эффективному давлению р_е, эффективной мощности N_е, эффективному КПД h_е, удельному расходу топлива g_е и др.

 

1.6.1. Индикаторные показатели цикла

Среднее индикаторное давление цикла p_i, МПа:

для карбюраторных двигателей

,

для дизельных двигателей

,

где m_п – коэффициент полноты индикаторной диаграммы.

Коэффициент полноты индикаторной диаграммы на номинальном режиме работы находятся в следующих пределах:

для карбюраторных ДсИЗ                                         0,92…0,95;

для ДсИЗ с распределенным впрыскиванием

топлива во впускной трубопровод                                     0,94…0,97;

для дизелей        с объемным или

объемно-пристеночным смесеобразованием            0,92…0,95;

для дизелей с пристеночным смесеобразованием    0,90…0,92.

Индикаторный КПД характеризует степень использования теплоты топлива в действительном цикле для получения индикаторной работы и определяется по выражению:

.

Здесь Q_н в МДж/кг; l₀ в кг/кг; р_i в МПа и r₀ в кг/м³.

Совершенство цикла, его топливная экономичность оценивается величиной удельного индикаторного расхода топлива, г/(кВт × ч):

.

 

1.6.2. Эффективные показатели двигателя

Расчет эффективных показателей двигателя требует оценки внутренних (механических) потерь в двигателе.

Потери на преодоление внутренних сопротивлений оценивают величиной мощности механических потерь N_м или средним давлением механических потерь р_м. Механические потери можно определить приближенно по эмпирическим формулам в зависимости от средней скорости поршня, м/с:

,

где S – ход поршня, мм.

Эмпирическое выражение для определения величины р_м (МПа) имеет следующий вид:

р_м = а_м + b_мu_п.ср,

где а_м, b_м – постоянные коэффициенты, значения которых для различных типов двигателей приведены в табл. 1.7.

1.7. Значения коэффициентов а_м и b_м для различных двигателей

Двигатели	Число   цилиндров	Отношение S/D	aм, МПа	bм, МПа×с/м
Карбюраторные ДсИЗ	< 6	> 1	0,049	0,0152
	< 6	£ 1	0,034	0,0113
	8	< 1	0,039	0,0132
ДсИЗ с распределенным впрыском	-	-	0,024	0,0053
Дизели с D < 120 мм	-	-	0,089	0,0118
Дизели с D > 120 мм	-	-	0,04…0,05	0,02…0,03

 

Среднее эффективное давление, МПа

р_е = р_i – р_м.

Относительный уровень механических потерь характеризует механический КПД:

.

В целом топливная экономичность двигателя с учетом всех потерь теплоты, в том числе и механических, может характеризоваться величиной эффективного КПД h_е или удельного эффективного расхода топлива g_e, г/(кВт×ч):

h_е = h_i × h_м,                             .

Примерные значения индикаторных и эффективных показателей некоторых двигателей на номинальном режиме работы приведены в табл. 1.8.

 

1.8. Индикаторные и эффективные показатели двигателей

Двигатели	рi, МПа	hi	ре, МПа	hм	hе	gе,
Карбюраторные ДсИЗ	0,9…1,2	0,26…0,35	0,75…0,85	0,7…0,9	0,23…0,28	290…330
ДсИЗ с распределенным впрыском	до 1,4	0,28…0,38	0,85…1,05	0,7…0,9	0,25…0,29	280…350
Дизельные без наддува	0,7…1,1	0,38…0,45	0,6…0,85	0,7…0,82	0,34…0,40	225…280
Дизельные с   наддувом	до 2,2	0,40…0,50	до 2,0	0,8…0,9	0,35…0,40	210…260

 

1.6.3. Основные размеры двигателя.

Рабочий объем цилиндра:

, л (дм³),

где t – тактность, для четырехтактных двигателей t = 4, для двухтактных    t = 2; i – число цилиндров; N_eн, p_eн, n_н – соответственно эффективная мощность (кВт), среднее эффективное давление (МПа), частота вращения коленчатого вала (мин^-1) на номинальном режиме работы двигателя.

Диаметр цилиндра:

, мм,

где y – отношение хода поршня к диаметру цилиндра.

Отношение хода поршня к диаметру цилиндра y может находиться в следующих пределах:

для двигателей с искровым зажиганием          0,8…1,05;

для автомобильных дизелей                                      0,9…1,2;

для тракторных дизелей                                   1,1…1,3.

Полученное значения D округляется до ближайшего целого значения.

Ход поршня:

S = D × y.

Уточняется значение средней скорости поршня u_п.ср и сравнивается с ранее принятым значением. Если разность составит более 10%, то необходимо повторить расчет с новым значением u_п.ср.

Основные параметры и показатели двигателя определяются по окончательно принятым значениям D и S.

Рабочий объем цилиндра:

, л.

Эффективная мощность двигателя:

, кВт.

Эффективный крутящий момент:

, Н × м.

Часовой расход топлива:

G_т = N_e × g_e, , кг/ч.

Результаты расчетов индикаторных показателей рабочего цикла, эффективных показателей двигателя и его параметров заносятся в сводную таблицу.

 

1.7. Построение индикаторной диаграммы

1.7.1. Выбор масштабов.

Индикаторная диаграмма (рис. 1.1, 1.2) строится для номинального режима работы двигателя на основании данных, полученных в тепловом расчете. При этом по оси ординат откладывается давление в абсолютных единицах (МПа), а по оси абсцисс – объем (л). Кроме того, ось абсцисс косвенно характеризует ход поршня (мм).

Масштаб по оси абсцисс для хода поршня М_S (мм хода/мм диаграммы) рекомендуется принимать следующим:

для S > 80 мм              М_S = 1,00 мм_х/мм_д;

для S < 80 мм              М_S = 0,50 мм_х/мм_д.

 

Рис. 1.1. Индикаторная диаграмма карбюраторного двигателя.

Рис. 1.2. Индикаторная диаграмма дизеля.

Масштабы давлений рекомендуется выбирать следующими:

М_р = 0,02; 0,025; 0,04; 0,05 МПа/мм.

Причем масштабы построения диаграммы рекомендуется выбирать с таким расчетом, чтобы получить высоту (давление) диаграммы в 1,2…1,7 раза больше ее основания.

 

1.7.2. Характерные линии и точки.

1. Параллельно оси ординат на расстоянии ОА от начала координат провести линию, определяющую положение поршня в ВМТ.

Отрезок ОА соответствует объему камеры сгорания V_с:

, так как ,

где F_п – площадь поршня,

отрезок S_c, характеризующий объем камеры сгорания будет равен:

.

С учетом масштаба отрезок ОА равен:

.

2. От точки А откладывается отрезок АВ, эквивалентный ходу поршня:

Через точку В, определяющую положению поршня в НМТ, провести линию параллельно оси ординат.

Таким образом, отложив на оси абсцисс отрезки ОА и АВ, получатся точка А, соответствующая объемам V_r, V_c, V_z и точка В, соответствующая объемам V_a и V_b.

3. Для дизеля от точки А откладывается отрезок z¢z, эквивалентный объему цилиндра V_z после предварительного расширения:

z¢z = ОА × (r - 1).

4. По оси ординат в масштабе откладывается давление окружающей среды р_о и перпендикулярно этой оси проводится линия, соответствующая отложенному давлению.
5. В ВМТ откладываются величины давлений в характерных точках r, с, z или z¢, полученные в ходе теплового расчета двигателя: Аr = р_r/М_р, мм; Ас = р_с/М_р, мм; Аz = р_z/М_р, мм.
6. В НМТ наносятся точки а и b, соответствующие давлениям р_а и р_b:

Bа = р_а/М_р, мм; Вb = р_b/М_р, мм.

Соединив прямыми линиями точки с и z (для ДсИЗ) или с – z¢ – z (для дизеля), а также b – а получают соответственно процессы изохорного или изохорного и изобарного подводов теплоты, а также изохорного отвода теплоты.

 

1.7.3. Построение политроп сжатия и расширения.

При построении политроп сжатия и расширения вычисляются ряд точек для промежуточных объемов (положений поршня), расположенных между V_c и V_a и между V_z и V_b по уравнению политропы рVⁿ = const.

Для политропы сжатия , откуда

,

где р_х и V_х – давление и объем в искомой точке процесса сжатия.

Отношение V_a/V_x изменяется в пределах от e до 1.

С учетом масштабов , мм,

где Ва – отрезок давления в конце процесса впуска р_а с учетом масштаба, Ва = р_а/М_р, мм; ОХ – отрезок, откладываемый по оси абсцисс, характеризующий изменение объема цилиндра при сжатии, мм.

Для расчета процесса сжатия линия АВ разбивается на девять частей (10 точек), значения переменного по длине отрезка ОХ заносятся в таблицу 1.9. Далее выполняется расчет значений давления процесса сжатия.

1.9. Построение политроп сжатия и расширения

№ точ.	Политропа сжатия				Политропа расширения
	ОХ, мм		, мм	рхс, МПа	ОХ1, мм		, мм	рхр, МПа
1
2
…
10

 

Аналогично для политропы расширения:

.

Для ДсИЗ отношение V_b/V_x изменяется в интервале 1…e, а для дизелей – от 1 до d.

С учетом масштабов , мм,

где Вb – отрезок давления в конце процесса расширения р_b с учетом масштаба, Вb = р_b/М_р, мм; ОХ₁ – отрезок, откладываемый по оси абсцисс, характеризующий изменение объема цилиндра при расширении, мм.

Результаты расчетов заносятся в таблицу 1.9.

По характерным и нанесенным на поле диаграммы промежуточным точкам проводятся плавные кривые, являющиеся соответственно политропой сжатия ас и политропой расширения zb.

Процессы газообмена условно считаются изобарными. Поэтому через точки а и r проводятся прямые параллельные оси абсцисс.

 

 

 

 

1.7.4. Скругление индикаторной диаграммы.

Индикаторная диаграмма действительного цикла отличается от теоретической более плавным характером изменения давления.

Скругляются следующие участки индикаторной диаграммы:

- участок в конце процесса сжатия с определением положения точки с^/, соответствующей началу фазы видимого сгорания, и точки с^//, соответствующей действительному значению давления в момент достижения поршнем ВМТ;

- участок в начале процесса расширения с определением положения точки z_д, соответствующей моменту достижения действительного максимального давления р_zд после прохождения поршнем ВМТ;

- участок в конце процесса расширения, вид которого зависит от фаз газораспределения.

Для определения положения поршня в рассматриваемых точках индикаторной диаграммы необходимо воспользоваться следующим выражением (см. п. 2.1):

,

где j - угол поворота коленчатого вала (ПКВ), град; l - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Величина l выбирается по прототипу и составляет:

для ДсИЗ                      l = 0,24…0,28;

для дизелей                           l = 0,26…0,31.

Полученные значения поршня откладываются с учетом масштаба от точки А вправо, если поршень находится вблизи ВМТ, или от точки В влево, если поршень расположен вблизи НМТ.

Двигатель с искровой системой зажигания работает с максимальной мощностью в том случае, если начало второй фазы горения составляет 15…20^о ПКВ до ВМТ, то есть j_с¢ = 15…20^о ПКВ. В дизелях положение точки с¢ находится в следующих пределах j_с¢ = 15…30^о ПКВ до ВМТ.

 

В связи с повышением давления из-за начавшегося до ВМТ процесса сгорания давление конца сжатия (точка с¢¢) составляет:

в ДсИЗ р_с¢¢ = (1,15…1,25)р_с;

в дизелях р_с¢¢ = (1,10…1,15)р_с.

Точки с¢ и с¢¢, отложенные на индикаторной диаграмме, соединяются плавной линией.

Кроме того, на линии сжатия указывается точка f, соответствующая моменту искрового разряда в ДсИЗ или моменту начала впрыскивания топлива в дизелях. Ее положение определяется соответственно углом опережения зажигания (УОЗ) и углом опережения впрыскивания (УОВ).

Величина УОЗ в двигателях с искровым зажиганием на номинальном режиме лежит в пределах j_о.з = 20…40^о ПКВ. Меньшие значения j_о.з назначаются в тихоходных двигателях, работающих на более богатых смесях. Величина УОВ в дизелях лежит в пределах j_о.вп = 25…40^о ПКВ. Большие его значения характерны для быстроходных дизелей.

Действительное давление газов в конце сгорания в ДсИЗ равно: р_zд = 0,85р_z. При этом смещение точки z_д вправо от ВМТ составляет 10…30^о ПКВ. В дизелях точка z_д расположена на половине расстояния между точками z и z¢.

После этого точки с¢¢, z_д и линия расширения соединяются плавной линией.

Моменты открытия и закрытия клапанов соответствуют следующим положениям кривошипа коленчатого вала:

- угол опережения открытия выпускного клапана j_b¢ =45…75^о ПКВ до НМТ;

- угол запаздывания закрытия выпускного клапана j_b¢¢ = 10…25^о ПКВ после ВМТ;

- угол начала открытия впускного клапана j_а¢ = 10…30^о ПКВ до ВМТ;

- угол запаздывания закрытия впускного клапана j_а¢¢ = 45…80^о ПКВ после НМТ.

Точка b¢ лежит на линии расширения, а точка b¢¢ – на линии впуска. Точка а¢ лежит на линии выпуска, точка а¢¢ – на линии сжатия.

Положение точки d, соответствующей давлению отработавших газов в НМТ, определяется делением отрезка ab пополам. Точка b¢ и точка d соединяются плавной кривой, которая далее переходит в горизонталь р_r. Из точки r в ВМТ также проводится плавная вогнутая кривая, переходящая в горизонталь р_а.

 

2. КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА КШМ

 

2.1. Расчет кинематических параметров КШМ

2.1.1. Перемещение поршня

Перемещение поршня S_х (м) в зависимости от угла поворота коленчатого вала двигателя с центральным кривошипно-шатунным механизмом:

,                                                         (2.1)

где j – угол поворота кривошипа, отсчитываемый от оси цилиндра, при j = 0 поршень находится в верхней мертвой точке (ВМТ); λ – отношение радиуса кривошипа к длине шатуна, λ = R/L_ш.

Известно, что с увеличением λ (за счет уменьшения L_ш) происходит повышение инерционных и нормальных сил, но при этом уменьшается высота двигателя и его масса.

Используя выражение (2.1) аналитическим путем определяются значения перемещения поршня от ВМТ до НМТ для ряда промежуточных значений j (в зависимости от необходимой точности через каждые 10, 15 или 30^о) и строится кривая S = f(j), пример которой представлен на рис. 2.1, а.

 

2.1.2. Скорость поршня

Скорость движения поршня υ_п (м/с) является величиной переменной и при постоянной частоте вращения коленчатого вала зависит только от изменения угла поворота кривошипа и отношения λ. Скорость поршня определяется по выражению:

,                                                              (2.2)

где ω – угловая скорость кривошипа, рад/с. .

Средняя скорость поршня, м/с: .

Рис. 2.1. Кинематические характеристики КШМ.

а – перемещение поршня, б – скорость поршня, в – ускорение поршня.

 

Максимальная скорость поршня зависит от величины λ и соответствует 74…77^о ПКВ от ВМТ:

.

Отношение υ_п.max к υ_п.ср при λ = 0,24…0,31 составляет 1,62…1,64.

График скорости поршня (рис. 2.1, б) строится на основании результатов расчетов по формуле 2.2 для нескольких промежуточных значений φ.

2.1.3. Ускорение поршня

Ускорение поршня j_п (м/с²) при постоянной частоте вращения коленчатого вала двигателя определяется по выражению:

j_п = ω²R(сosφ + λсos2φ).                                                                          (2.3)

Максимальное значение ускорения поршня достигается при φ = 0^о:

j_max = ω²R(1 + λ).

Минимальное значение ускорения поршня:

при λ < 0,25 в точке φ = 180^о                           j_min = – ω²R(1 – λ);

при λ > 0,25 в точке φ =      .

С помощью уравнения (2.3) аналитическим путем определяются значения ускорения поршня для ряда значений угла φ в интервале φ = 0…360^о и строится кривая j = f(φ) – рис. 2.1, в.

 

2.2. Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма

2.2.1. Общие сведения

Силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме двигателя, можно разделить на силы давления газов в цилиндре, силы инерции, давление на поршень со стороны картера (приблизительно равное атмосферному давлению) и силы тяжести (в динамическом расчете не учитывают). Силы инерции движущихся масс КШМ, в свою очередь, разделяются на силы инерции масс, движущихся возвратно-поступательно (индекс j) и силы инерции вращательно-движущихся масс (индекс r).

В течение каждого рабочего цикла силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для определения характера изменения этих сил по углу поворота коленчатого вала их величины определяют через каждые 10, 15 или 30^о ПКВ в зависимости от точности выполняемых расчетов.

 

 

2.2.2. Силы давления газов

Силы давления газов определяются для каждого угла поворота коленчатого вала (величина приращения угла ПКВ ∆φ = 10^о) по свернутой индикаторной диаграмме путем перестроения ее в развернутую по методу профессора Ф.А. Брикса.

Первоначально определяется поправка Брикса в масштабе:

,

где R – радиус кривошипа, мм; М_S – масштаб хода поршня на свернутой индикаторной диаграмме, мм_х/мм_д.

Под свернутой индикаторной диаграммой из точки О, соответствующей половине хода поршня строится вспомогательная полуокружность радиусом (рис. 2.2). Далее от центра полуокружности (т. О) в сторону НМТ откладывается значение поправки Брикса D_Б в масштабе (т. О¢). Из точки О проводятся лучи, которые делят полуокружность на несколько равных частей (например, 12); параллельно этим лучам из центра Брикса проводятся отрезки: О¢1, О¢2, О¢3 и т.д. Точки, полученные на полуокружности, соответствуют определенным углам поворота коленчатого вала φ развернутой индикаторной диаграммы. Из указанных точек 1, 2, 3 и т.д. восстанавливаются перпендикуляры до линий впуска, сжатия, расширения и выпуска. Отрезки вертикальных линий от оси абсцисс до соответствующих линий индикаторной диаграммы отображают абсолютное давление газов в цилиндре двигателя для конкретного рассматриваемого положения коленчатого вала.

Справа от индикаторной диаграммы строится координатная сетка для всех сил, которые должны быть развернуты в координатах р – j.

Реальное усилие на поршень создают газы с избыточным давлением, так как атмосферное давление в цилиндре уравновешивается атмосферным давлением, действующим со стороны картера. Поэтому на развернутой индикаторной диаграмме ось абсцисс совпадает с линией атмосферного давления.

 

 

 

 

 

Таким образом, развернутая индикаторная диаграмма представляет собой зависимость избыточного давления газов р_г от угла поворота коленчатого вала:

р_г = р_ц – р₀.

Масштаб угла ПКВ принимается равным М_j = 2,0 град ПКВ/мм. Ось абсцисс делится на равное количество частей k = 720/Dj, (например, если Dj = 15^о, то k = 48) и через полученные точки проводятся вертикальные линии.

Развертку индикаторной диаграммы начинают от ВМТ в процессе впуска. При этом если полуокружность под свернутой индикаторной диаграммой была разбита на 12 частей, то точка 1 луча О¢1 соответствует 15^о угла ПКВ на развернутой индикаторной диаграмме, точка 2 – 30^о угла ПКВ, точка 3 – 45^о угла ПКВ и т.д. до 12 точки соответствующей 180^о угла ПКВ. Для процесса сжатия точка 11 соответствует 195^о угла ПКВ, точка 10 – 210^о угла ПКВ, точка 9 – 225^о угла ПКВ и т.д.

На свернутой индикаторной диаграмме для определенного положения кривошипа коленчатого вала определяется длина отрезка от линии атмосферного давления до линии рассматриваемого процесса (впуска, сжатия, расширения или выпуска), а затем отрезок переносится на развернутую диаграмму и откладывается на вертикали соответствующего угла поворота коленчатого вала. Полученные точки индикаторной диаграммы соединяются сплошной линией.

Сила давления газов на поршень Р_г = р_г × F_п имеет тот же характер протекания, что и давление газов р_г.

По развернутой индикаторной диаграмме через каждые 15^о угла поворота кривошипа определяются значения р_г, которые заносят в гр. 2 сводной таблицы динамического расчета КШМ 2.1.

 

 

 

 

 

 

2.1. Динамический расчет КШМ двигателя

j, град	рг, МПа	pj, МПа	рå, МПа	рN, МПа	рS, МПа	рK, МПа	рT, МПа	Мкр.ц, Н × м
1	2	3	4	5	6	7	8	9
0
15
30
45
…
720

 

2.2.3. Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма

Все движущиеся части КШМ по характеру их движения можно подразделить на три группы.

1. Детали, совершающие прямолинейное возвратно-поступательное движение вдоль оси цилиндра – поршневая группа. Эквивалентная масса поршневой группы m_п сосредоточена на оси поршневого пальца.
2. Части коленчатого вала, совершающие вращательное движение, неуравновешенная масса m_к которых сосредоточена на оси кривошипа.
3. Детали, совершающие сложное плоскопараллельное движение – шатунная группа, заменяемая эквивалентной массой m_ш.

Неуравновешенная масса коленчатого вала m_к, приведенная к оси шатунной шейки (кривошипа), складывается из массы шатунной шейки m_ш.ш. (рис. 2.3, а) и массы щеки m_щ по контуру abcd, имеющей центр тяжести на радиусе r.

Массу шатунной группы m_ш заменяют двумя массами, одна из которых (m_ш.п.) сосредоточена на оси поршневого пальца, а другая (m_ш.к.) – на оси кривошипа (рис. 2.3, б). Для большинства существующих конструкций автотракторных двигателей m_ш.п. = (0,2…0,3)m_ш, m_ш.к. = (0,7…0,8)m_ш. При расчетах принять следующие значения:

m_ш.п. = 0,275m_ш,                     m_ш.к. = 0,725m_ш.

Таким образом, система сосредоточенных масс, динамически эквивалентная КШМ, включает (рис. 2.3, в):

массы, совершающие возвратно-поступательные движения

m_j = m_п + m_ш.п;

массы, совершающие вращательное движение вокруг оси вала

m_r = m_к + m_ш.к.

а)

                   б)                                                             в)

Рис. 2.3. Создание динамической модели КШМ.

а – приведение масс кривошипа, б – приведение масс шатуна, в – приведенная система КШМ.

Для приближенного определения значений m_п, m_ш и m_к можно использовать удельные массы m¢ = m/F_п, приведенные в табл. 2.2.

2.2. Удельные массы элементов КШМ

Элементы КШМ	Удельные массы, кг/м2
	бензиновые двигатели	дизели
Поршневая группа: поршень из алюминиевого сплава чугунный поршень	80…150   150…250	150…300   250…400
Шатун	100…200	250…400
Неуравновешенные части одного колена вала без противовесов: стальной кованный вал со сплошными шейками чугунный литой вал с полыми шейками	150…200   100…200	200…400   150…300

 

2.2.4. Силы инерции

Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс:

P_j = – m_j × j.

Для построения кривой изменения силы инерции в зависимости от угла поворота коленчатого вала, необходимо определить удельную силу инерции, МПа:

.

Результаты расчета удельной силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс для тех же положений кривошипа (углов j), для которых определялись р_г, занести в гр. 3 табл. 2.1.

 

 

 

2.2.5. Суммарные силы, действующие в КШМ

Удельная суммарная сила, сосредоточенная на оси поршневого пальца, складывается из избыточного давления над поршнем р_г и удельных сил инерции p_j

р_å = р_г + p_j.

Результаты расчета удельной суммарной силы занести в графу 4 табл. 2.1.

Форма диаграммы суммарной силы зависит от соотношения составляющих р_г и p_j. С увеличением p_j (в случае увеличения конструктивной массы m_j или частоты вращения коленчатого вала) кривая р_å сильнее прогибается вниз и два раза пересекает ось абсцисс: а) между точками, соответствующими 270^о и 300^о угла ПКВ; б) вблизи ВМТ.

Причем последняя точка пересечения может располагаться как слева, так и справа от ВМТ. При малых значениях p_j и больших значениях давления газов в конце такта сжатия, что характерно для тихоходных дизелей, суммарная сила р_å может не пересекать ось абсцисс на этом участке.

Суммарная сила Р, действующая вдоль оси цилиндра может быть разложена на две составляющие: нормальную силу N, воздействующую на стенки цилиндра, и силу S, действующую по оси шатуна, которая передается на кривошип. В свою очередь, сила S, перенесенная в центр шатунной шейки, раскладывается также на две составляющие: радиальную силу К, направленную по радиусу кривошипа, и тангенциальную силу Т, касательную к окружности радиуса кривошипа.

Удельные силы p_N, p_S, p_K и p_T определяются по выражениям:

,                          ,

,               ,

где β – угол поворота шатуна относительно оси цилиндра.

Угол поворота шатуна определяется по выражению:

.

Результаты расчетов удельных сил p_N, p_S, p_K и p_T заносятся соответственно в гр. 5, 6, 7 и 8 табл. 2.1.

По данным табл. 2.1. строят графики изменения удельных сил p_j, p, p_N, p_S, p_K и p_T в зависимости от угла поворота коленчатого вала φ (рис. 2.4).

Крутящий момент одного цилиндра, определяется по величине Т и заносится в гр. 9 табл. 2.1:

М_кр.ц = 10³ × Т ∙ R,                  Н ∙ м,

где R – радиус кривошипа, м.

Кривая удельных тангенциальных сил одновременно является кривой крутящего момента, но в масштабе:

М_М = 10⁶ × М_р ∙ F_пR,      (Н ∙ м)/мм

где М_р – масштаб давления газов, МПа/мм.

Рис. 2.4. Диаграммы удельных сил.

2.2.6. Диаграмма суммарного крутящего момента

Величина и характер крутящих моментов по углу ПКВ для всех цилиндров двигателя одинаковы, поэтому для определения суммарного крутящего момента достаточно иметь кривую крутящего момента одного цилиндра. При построении кривой суммарного крутящего момента М_кр многоцилиндрового двигателя суммируют кривые моментов каждого цилиндра, сдвигая одну кривую относительно другой на угловой интервал θ, соответствующий интервалу между рабочими ходами в отдельных цилиндрах.

Угол θ для четырехтактных двигателей с равными интервалами между рабочими ходами:

,

где i – число цилиндров двигателя.

Суммирование значений крутящих моментов всех цилиндров двигателя осуществляется табличным методом (табл. 2.3). Через каждые 15^о угла поворота коленчатого вала из гр. 10 табл. 2.1 выписываются значения крутящего момента одного цилиндра для первой группы углов φ₁ , затем для второй группы углов φ₂ и т.д. до последней группы углов φ_i . Складывая значения М_кр.ц по каждой строке, определяются значения суммарного крутящего момента М_кр в зависимости от угла поворота кривошипа φ. По полученным данным строится кривая М_кр = f(φ) (рис. 2.6).

2.3. Расчет крутящего момента двигателя

φ, град	Цилиндры						Мкр,   Н ∙ м
	1-й		2-й		i-й
	φо, кривошипа	Мкр.ц, Н ∙ м	φо, кривошипа	Мкр.ц, Н ∙ м	φо, кривошипа	Мкр.ц, Н ∙ м
0	0		θ		(i-1)θ
15	15		θ+15		(i-1)θ+15
30	30		θ+30		(i-1)θ+30
45	45		θ+45		(i-1)θ+45
…	…		…		…
θ	θ		2θ		720

Рис. 2.6. Построение кривой суммарного крутящего момента

четырехцилиндрового четырехтактного двигателя.

 

Некоторые особенности по определению суммарного крутящего момента имеют шестицилиндровые V – образные двигатели с углом развала между осями рядов цилиндров 90^о с несимметричным коленчатым валом, имеющим 3 кривошипа, расположенных под углом 120^о. У такого двигателя чередование вспышек неравномерное через 90^о и 150 ^о ПКВ. Двигатель должен рассматриваться как трехцилиндровый, поэтому угловой интервал q должен быть равен 240^о ПКВ.

Для проверки правильности графических построений необходимо найти среднее значение суммарного крутящего момента, Н ∙ м:

М_кр.ср = ,

где F₁ и F₂ – соответственно площади участков диаграммы, расположенных над осью абсцисс и под осью абсцисс, мм²; l_абс – длина диаграммы по кривой суммарного крутящего момента, мм; М_М – масштаб моментов, (Н ∙ м)/мм; η_м – механический КПД двигателя.

Крутящий момент двигателя на номинальном режиме:

М_кр = .                  

Ошибка, % .

Расхождение в значениях крутящего момента не должны превышать 5%.

ЛИТЕРАТУРА

 

Скачать: metod-ukazaniya-k-kursovomu-proektu.doc